Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние исследований, цель работы, общая постановка задач исследований 11
1.1. Выбор типа УГД подшипников для малых турбомашин низкотемпературных установок 11
1.2. Выбор конструктивной схемы радиального УГД лепесткового подшипника для малых турбомашин низкотемпературных установок 14
1.3. Анализ известных методов расчета и экспериментальных исследований радиальных УГД подшипников 25
1.4. Анализ известных методов расчета динамической неустойчивости газовых подшипников 35
1.5. Выводы, цель и задачи работы 41
Глава 2. Математическая модель работы радиального УГД лепесткового подшипника с предварительно напряженными лепестками 43
2.1. Расчет радиального УГД подшипника с предвари тельно напряженными лепестками при статической нагрузке и о) = 0 43
2.1.1. Геометрия лепестка и силы, действующие в радиальном УГД лепестковом подшипнике при вертикальном роторе и со = 0 43
2.1.2. Форма лепестка в свободном состоянии 48
2.2. Расчет радиального УГД подшипника с предвари тельно напряженными лепестками при динамической нагрузке (со -Ф- 0 ) 51
2.2.1. Принимаемые допущения 51
2.2.2. Постановка упругогазодинамической задачи для радиального УГД лепесткового подшипника в дифференциальной форме 54
2.2.3. Выбор метода решения уравнения Реинольдса для радиального УГД лепесткового подшипника 59
2.2.4. Итерационный процесс решения уравнения Реинольдса для радиального УГД лепесткового подшипника 61
2.2.5. Высота смазочного слоя в радиальном УГД лепестковом подшипнике 69
2.2.6. Рекомендации по выбору толщины лепестка и шага гофрированной ленты в радиальном УГД подшипнике 72
2.2.7. Итерационный процесс для решения упругогазодинамической задачи 74
2.2.8. Интегральные характеристики радиального УГД лепесткового подшипника 74
2.2.9. Определение частоты "всплытия" и равновесного положения ротора в радиальном УГД
лепестковом подшипнике 78
2.2.10. Расчет силы предварительного нагружения лепестка в радиальном УГД подшипнике 94
2.3. Анализ результатов расчетов и сопоставление с экспериментальными данными 96
2.4. Основные выводы по главе 2 102
Глава 3. Устойчивость вращения ротора в радиальных УГД лепестковых подшипниках с предварительно напряженными лепестками 123
3.1. Работа подшипников с газовой смазкой в области первых критических частот вращения роторов 123
3.2. Типы колебаний вращающихся роторов 124
3.3. Общие уравнения движения ротора 135
3.4. Определение предельной частоты вращения ротора для малых турбомашин с ограниченной мощностью на валу 139
3.5. Определение коэффициентов жесткости и демпфирования радиального УГД лепесткового подшипника 143
3.6. Анализ результатов расчетов и сопоставление с экспериментальными данными 150
3.7. Основные выводы по главе 3 152
Глава 4. Практическое использование результатов исследования радиальных УГД подшипников с предварительно напряженными лепестками для малых турбомашин низкотемпературных установок 158
4.1. Рекомендации по расчету и проектированию радиальных УГД подшипников с предварительно напряженными лепестками 158
4.2. Использование результатов работы при проектировании подшипниковых узлов различных машин 163
Заключение (основные результаты и выводы) 180
Список литературы 182
Приложения 192
- Выбор конструктивной схемы радиального УГД лепесткового подшипника для малых турбомашин низкотемпературных установок
- Расчет радиального УГД подшипника с предвари тельно напряженными лепестками при динамической нагрузке (со -Ф- 0 )
- Определение предельной частоты вращения ротора для малых турбомашин с ограниченной мощностью на валу
- Использование результатов работы при проектировании подшипниковых узлов различных машин
Введение к работе
Развитие современного машиностроения связано с ростом скорости вращения роторов, так как это приводит к повышению производительности машин и к.п.д., уменьшению их габаритов и массы. Но при этом растет виброактивность машин. Снижение виброактивности, повышение надежности машин эффективно достигается применением подшипников с газовой смазкой, особенно для малых машин.
Подшипники с газовой смазкой успешно применяются в различных станках, приборах, турбомашинах, установках атомной энергетики и других изделиях. Особенно перспективно применение газовой смазки в низкотемпературном машиностроении. Это обусловлено несомненными преимуществами подшипников на газовой смазке по сравнению с другими типами подшипников, такими как:
работоспособность в больших диапазонах изменения температур (верхний температурный предел ее использования определяется только прочностью узлов машины, а нижний - конденсацией самой газовой смазки) и при действии радиации;
малый коэффициент трения (малая мощность трения), так как вязкость газов примерно в 1000 раз меньше вязкости масел. Малая вязкость газов позволяет осуществлять высокие скорости вращения при незначительных потерях на трение в подшипниках и малом повышении температуры смазки и опор;
высокая точность движения продольной оси вала, вследствие сжимаемости газовой смазки;
отсутствие загрязнения окружающей среды продуктами смазки в разомкнутых технологических циклах, работающих на безвредных для окружающей среды газах;
в замкнутых системах смазка газом, циркулирующим в цикле установки;
9 малый шум и низкий уровень вибраций.
Однако, несмотря на очевидные достоинства опор с газовой смазкой, их распространение в энергетическом машиностроении идет относительно медленно, из-за недостаточного уровня знаний в области проектирования, изготовления и эксплуатации опор с газовой смазкой. Использование турбомашин с подшипниками на газовой смазке в специальных энергетических установках, в бортовом оборудовании самолетов, космических системах и других обусловило закрытый характер исследований опытно-конструкторских работ. Лишь немногие из полученных результатов описаны в технической литературе. К тому же в ней недостаточное внимание уделяется численным методам расчета подшипников с газовой смазкой, которые в связи с повсеместным распространением компьютеров и увеличением скорости счета, становятся наиболее перспективными и удобными для пользователя. В то же время, программы расчета характеристик подшипников с газовой смазкой, доведенные до конкретных числовых результатов, становятся "товаром" и воспользоваться ими затруднительно.
Альтернативой газовой смазке могут служить магнитные подшипники. Но практика показала, что в настоящее время из-за сложности, ненадежности и дороговизны магнитных систем, они пока не могут конкурировать с газовой смазкой, особенно в небольших по размерам высокооборотных турбомашинах низкотемпературных установок.
Наиболее виброустойчивыми газовыми подшипниками являются упругогазодинамические (УГД) подшипники [52], [63], [62], поэтому в данной работе основное внимание будет уделено именно этому типу подшипников. Однако, при малых мощностях на валу малой турбомашины, бывает проблематичным, а иногда невозможным, пуск машины из состояния покоя: момент "сухого" трения Мтр пакетов лепестков в покое превышает вращающий момент Мвр на рабочем колесе. Это особенно актуально для
10 центробежных компрессоров с приводом от асинхронного двигателя, который имеет очень низкий крутящий момент при пуске. Поэтому работа посвящена методам снижения Мтр при пуске турбомашины из состояния покоя.
Важнейшим условием надежности технических устройств с газовыми подшипниками является их динамическая устойчивость, особенно для высокооборотных турбомашин. В данной работе рассматриваются методы, позволяющие прогнозировать момент наступления неустойчивости вращения ротора в радиальных УГД лепестковых опорах с газовой смазкой.
Выбор конструктивной схемы радиального УГД лепесткового подшипника для малых турбомашин низкотемпературных установок
В технике имеется ряд устройств с ограниченной мощностью на валу, например, микротурбодетандеры криогенных систем и систем кондиционирования воздуха, мощность на валу которых составляет иногда не более нескольких сотен ватт. Применение лепестковых подшипников, которые с усилием обжимают цапфу вала, требует значительных пусковых моментов на преодоление момента трения покоя. Это привело к тому, что сейчас лепестковые подшипники практически не используются в малых турбомашинах и, как следствие этого, не создаются новые малые низкотемпературные установки. На рис. 1.2 показан характер изменения момента трения на валу турбомашины в зависимости от частоты вращения ротора. В первоначальный момент пуска, ротор лежит на лепестках и с усилием обжимается ими. Для страгивания ротора необходимо преодолеть момент трения покоя. До "всплытия" ротора наблюдается режим полусухого трения, т.е. присутствует как сухое трение от лепестков, так и газодинамическое от участков, где создается слой газовой смазки. После "всплытия", наступает режим газодинамического трения, т.е. ротор полностью лежит на слое газовой смазки, а сухое трение отсутствует.
Необходимым условием успешного запуска турбомашины является наличие такого электродвигателя или привода, который имеет крутящий момент больший, чем момент трения покоя, т.е. момент страгивания ротора из состояния покоя в УГД лепестковых подшипниках. В противном случае запуск турбомашины не только невозможен, но и может привести к серьезным повреждениям и выходу из строя всей турбомашины.
Приближенно оценим момент трения покоя, т.е. не будем учитывать прогиб лепестков в точке их соприкосновения между собой (на рис. 1.5 точка а). Рассмотрим турбомашину с вертикальным ротором (рис. 1.3), в которой лепестки радиальных подшипников обжимают цапфу вала, как показано на рис. 1.4, причем усилие обжима (F), определяется прогибом лепестка (h„p) из свободного состояния. Для определения усилия обжима решим обратную задачу, т.е. определим какую силу нужно приложить к лепестку, чтобы он прогнулся на величину hnp. Для приближенной оценки воспользуемся схемой нагружения лепестка, приведенной на рис. 1.5. Такая же схема нагружения будет и в осевом подшипнике. Прогиб лепестка определим, используя интегралы Мора для нахождения перемещений, предполагая перемещения малыми по сравнению с длиной лепестка [70]
Момент трения покоя радиальных УГД лепестковых подшипников от усилия обжима определяется как
Момент трения покоя осевых УГД лепестковых подшипников можно приблизительно оценить, приняв, что вся масса ротора (т) лежит на нижнем осевом подшипнике, а лепестки верхнего осевого подшипника воздействуют с силой F на рабочую поверхность цапфы ротора. Таким образом Полный момент страгивания ротора из состояния покоя (момент трения покоя) определяется как
Для наглядности, момент трения покоя реальной турбомашины со следующими параметрами подшипников: г=8 мм, L-20 мм, L=12 мм, 1/=4 мм, 0.3, Е = 2.1- Ю!1 Па, рассчитанный по вышеприведенным формулам, равен Мтрпокоя =0.562 Н м. Если, каким - то образом, устранить усилия обжима лепестков в радиальных УГД подшипниках, то Мтрпокоя =0.352 Н-м, т.е. станет на 37 % меньше, а следовательно на те же 37 % снизится требуемая мощность привода турбомашины.
Как показал литературно-патентный обзор, существуют различные технические решения, позволяющие снизить момент трения при страгивании роторов с радиальными УГД лепестковыми подшипниками из состояния покоя. Кратко рассмотрим некоторые из них.
В подшипнике, показанном на рис. 1.6, а, имеется два лепестка. Лепесток / имеет навивку по спирали в направлении вращения цапфы вала 6. К нему, с помощью пайки, диффузионной или ультразвуковой сварки или каким - либо другим способом по линии или по поверхности на участке 3, присоединен лепесток 2 так, что его конец А находится внутри спирального пакета, а конец Б направлен в сторону, противоположную вращению вала. Конец 4 лепестка / закреплен в корпусе 5. Благодаря встречному направлению навивки лепестка 2 и вращению цапфы вала 6, происходит уменьшение момента трения при страгивании ротора из состояния покоя, из-за разного направления момента трения покоя и момента от сил упругости лепестка 2.
В подшипнике, приведенном на рис. 1.6, б, за счет механического или пневматического привода 7 через колесо 5 с внутренним и внешним зубчатым зацеплением осуществляется отжим лепестков / от цапфы вала в момент страгивания ротора из состояния покоя. Колесо 8 воздействует на хвостовики 9 с зубьями. К хвостовикам 9 прикреплены лепестки I. Хвостовики 9 имеют возможность шарнирно поворачиваться в цилиндрических гнездах корпуса 5 подшипника. Уменьшение сил давления лепестков в период страгивания вала из состояния покоя снижает момент трения покоя, а следовательно, и момент привода на валу. На рис. 1.6, в, показан подшипник, в котором в период пуска и остановки ротора из магистрали 10 через радиальные отверстия //в цапфе вала 6 подают газ при повышенном давлении, что приводит к пневматическому отжиму свободных концов лепестков / от поверхности цапфы 6. Лепестки при этом одним концом закреплены в корпусе 5. На рис. 1.6, г, показан однолепестковый подшипник, состоящий из основного лепестка / с прикрепленным к нему упором 13 и гофрированной упругой подложки 12, жестко скрепленной упором 14 с лепестком /. Между упорами 13 и 14 вставлен упругий элемент 15, разжимающий основной лепесток / в окружном направлении к корпусу 5 и тем самым ослабляющий его давление на цапфу вала 6 и, следовательно, пусковой момент на валу.
На период пуска можно также применять электромагнитный отжим лепестков, выполненных из магнитного материала, но такая схема достаточно сложна.
Конструктивные решения, показанные на рис. 1.6, а, б, в, г, и с электромагнитным отжимом лепестков, достаточно сложно осуществить, особенно в малых турбомашинах, поэтому предлагается подшипник с лепестками, предварительно напряженными радиальными силами упругости (рис. 1.6, д). В таком подшипнике рабочие поверхности лепестков / после их установки в корпусе 5 образуют между цапфой вала 6 малый постоянный зазор С (подобный зазору в ленточном подшипнике), больший, чем высота микронеровностей поверхностей трения. В собранном подшипнике лепестки с силой воздействуют друг на друга своими свободными концами, что позволяет исключить явление флаттера (вибрации) концов лепестков при работе турбомашины. Кроме этого, малый постоянный зазор, между лепестками и цапфой ротора, приводит к форме эпюры давления в смазочном слое близкой к трапециевидной (рис. 1.7), а следовательно заведомо более высокой несущей способности предлагаемого подшипника (рис. 1.6, д) по сравнению с классическими лепестковыми подшипниками (рис. 1.4). Как покажут дальнейшие исследования, предлагаемая конструкция подшипника также позволяет снизить частоту "всплытия" ротора. Чтобы получить требуемую геометрию после сборки подшипника, в свободном состоянии лепестки должны иметь переменный радиус кривизны рл г+С (см. правую часть рис. 1.6, д). Такая сложная форма придается лепестку в оправке при термообработке в печи.
Расчет радиального УГД подшипника с предвари тельно напряженными лепестками при динамической нагрузке (со -Ф- 0 )
Расчет давления в слое смазки и соответствующих ему интегральных характеристик для радиального УГД лепесткового подшипника приведены в рамках модели Реинольдса (уравнений Навье-Стокса - уравнений механики ламинарных потоков сжимаемого вязкого газа при малых числах Реинольдса совместно с уравнением неразрывности) и уравнения для высоты смазочного слоя при следующих допущениях: 1. режим течения газа по рабочему зазору ламинарный, силами инерции пренебрегаем; 2. режим течения газа по рабочему зазору изотермический; 3. течение газа стационарное; 4. шероховатость рабочих поверхностей мала и не влияет на течение газа в рабочем зазоре; 5. течение газовой смазки принимается сплошным; 6. вязкость смазки сохраняет свое неизменное значение во всей области течения, а также по высоте зазора, т.е. принимаем /л = const; 7. жесткость гофрированной ленты равномерно распределена и постоянна по всей поверхности подшипника и не зависит от суммы деформаций гофров; 8. лепесток не деформируется относительно гофров, т.е. не прогибается во впадины между гофрами, но повторяет их деформацию; 9. прогиб гофра под действием силы зависит только от локального эффекта, т.е. от силы, действующей непосредственно в данной конкретной точке. Допущения (1), (2) и (6) обычно принимаются в теории газовой смазки [24], [52]. Первое допущение связано с оценкой числа Re. Турбулентное течение появляется только при больших частотах вращения роторов в подшипниках больших размеров. Влияние сил инерции оценивается коэффициентом % [24]:
Если выражение (2.38) значительно меньше /, то силами инерции можно пренебречь. Так например, для газового подшипника со следующими параметрами: D-0.05 м; L=0.05 м; р=1кг/м3; /л=24(Г5Па-с; n = 200000 об/мин; h=5-10 6 м, значение критерия х будет равно 0.013, т.е. возможно пренебрежение силами инерции. Течение газа в слое газовой смазки можно считать изотермическим в силу хорошего теплообмена тонкого слоя газа в рабочем зазоре с развитыми (теплопроводными металлическими) поверхностями, ограничивающими этот зазор. Решение нестационарных задач связано с динамикой ротора в газовых подшипниках. В данном случае рассматривается газовый слой с упругой границей при воздействиях, не зависящих от времени. В газовых подшипниках величина высоты микронеровностей цапфы вала и лепестка находится в пределах 0.2,..0.5 мкм. Экспериментальные исследования [52] показали, что при такой шероховатости поверхностей трения влияние шероховатости очень мало и ею можно пренебречь. Сплошность среды можно оценить, используя критерий Кнудсена: В реальных процессах движение газа является движением частиц, но газ рассматривают как сплошную среду пока размеры области, где происходит движение, значительно больше длины свободного пробега молекулы. При Кп 0.01 газ можно рассматривать как сплошную среду. При 0.01 Кп 1 газ сохраняет свойства сплошной среды всюду, за исключением поверхностей контакта с твердыми стенками, где течение газа происходит со скольжением. Если Кп 1, то движение приобретает чисто молекулярный характер. Обычно при работе газовых подшипников Кп 0.01.
Например, для подшипников при давлении воздуха р=2-105 Па и с рабочим зазором h=l5 мкм, величина свободного пробега молекул газа для воздуха 1а=0.065 мкм при давлении окружающей среды ра=Ю5 Па, число Кп=0.002167 0.01, следовательно в этом случае воздух можно считать сплошной средой. Допущение о постоянстве вязкости оправдано по нескольким причинам. Во-первых, изотермическое течение газа в слое смазки, а как известно, вязкость // слабо зависит от давления и сильно зависит от температуры газа, во-вторых, изменение вязкости может произойти только при очень больших скоростях линейных деформаций смазки, что недостижимо в агрегатах, где применяется газовая смазка. Допущения (7), (8), (9) позволяют просто и наглядно определить местную толщину смазочного слоя.
Определение предельной частоты вращения ротора для малых турбомашин с ограниченной мощностью на валу
Полученная выше система уравнений движения ротора достаточно сложна для решения. Для ее упрощения проанализируем численные значения сил в малых турбомашинах с ограниченной мощностью на валу, которые возникают в проточной части колеса, магнитопроводе электрической машины и в уплотнениях. Газодинамическая сила в проточной части турбомашины возникает от движения рабочей среды при эксцентричном расположении колеса относительно направляющего аппарата. X. Сиксмит предлагает учитывать влияние рабочей среды, движущейся в проточной части колеса турбомашины с покрывным диском, через силу где N — мощность на валу турбомашины, Вт; г} - радиус колеса на входе, м; г2 - радиус колеса на выходе, м; rcp=(rj + r2)/ 2; е - эксцентриситет между продольными осями колеса и направляющего аппарата, м. Для турбомашины со следующими параметрами: N = 10000 Вт, со = 5000 с , г, = 25 мм, г2 —12.5 мм, е = 0.5 мм, газодинамическая сила в проточной части турбомашины рассчитанная по формуле (3.5) равна 2.84 Н. Электродинамическая сила магнитного притяжения возникает при эксцентричном расположении ротора относительно статора электрической машины. При прецессионном вращении ротора относительно равновесного положения сила магнитного притяжения будет постоянной по величине в направлении прямой прецессии.
В работе [52] приведена экспериментальная зависимость силы магнитного притяжения, действующей на ротор в зоне расположения статора, от равновесного положения ротора. Из этой зависимости следует, что при ерат = 20 мкм сила магнитного притяжения составляет всего 3.5 Н. Аналогичные результаты, не больше 3—4 Н, получаются при учете динамических сил, возникающих в лабиринтных уплотнениях турбомашин. Расчет этих сил достаточно сложен, поэтому в данной работе не приводится. Все рассчитанные выше силы (в проточной части колеса, магнитопроводе электрической машины и в уплотнениях) на несколько порядков меньше реакций смазочного слоя при рабочих частотах вращения роторов, приведенных в главе 2. Следовательно, эти силы пренебрежимо малы и их можно не учитывать в уравнениях движения ротора. Экспериментальные исследования [52] показали, что в лепестковых подшипниках осевые опоры не влияют на предельную частоту вращения ротора. Кроме этого, на границе потери устойчивости можно также не принимать во внимание угловые колебания ротора, поскольку после синхронного резонанса ротор вращается вокруг оси, проходящей через центр масс. Проведенный выше анализ показывает, что в малых турбомашинах на ротор в основном действуют только реакции смазочного слоя радиальных подшипников. Исходя из этого, для одного подшипника, система уравнений (3.3) примет следующий вид: Частное решение системы уравнений (3.5) ищем в виде где х, у — малые перемещения центра масс и продольной оси ротора машины, зависящие от времени; Ах, AY — максимальное отклонение оси вращающегося ротора в направлении Хи Y; v — мнимое число; г - время. После дифференцирования последних зависимостей получим: Подставив уравнения (3.8) в систему (3.6) и выполнив соответствующие преобразования, получаем определитель Движение ротора является устойчивым, если выполняются все условия (3.17) - (3.23), в противном случае движение ротора неустойчиво.
Для определения коэффициентов жесткости и демпфирования радиального УГД лепесткового подшипника рассмотрим возмущенное движение ротора вблизи или вокруг положения равновесия. На основании экспериментальных данных [52], будем считать, что центр прецессирующего ротора описывает траекторию близкую к окружности радиуса едш вокруг (3.24) (3.25) (3.26) (3.27) (3.28) (3.29) (3.30) (3.31) положения равновесия. При динамическом расчете подшипника положение ротора в точках а, Ь, с, d задается соответствующими эксцентриситетами и углами положения, которые рассчитываются по следующим формулам (рис. 3.8)
Использование результатов работы при проектировании подшипниковых узлов различных машин
По договору с Московским Машиностроительным Унитарным Предприятием "Салют" № 174 - 163/ФЛ от 01.10.2002 года были выполнены работы по расчету и конструированию радиальных лепестковых подшипников для газотурбинной установки (ГТУ) имеющей вертикальное расположения турбомашинного агрегата. Конструкция и параметры ГТУ являются коммерческой тайной ММУП "Салют", поэтому в данной работе не приводятся. При создании радиального УГД лепесткового подшипника учитывались требования заказчика - в сборе он должен представлять собой законченный узел, комплектующий турбинный агрегат. Принципиальная схема такого подшипника приведена на рис. 4.1. Для повышения демпфирующей способности между корпусом и основным (рабочим) лепестком установлен дополнительный упругий элемент, выполненный в виде гофра. На рис. 4.2 и рис. 4.3 приведен эскиз сконструированного радиального УГД лепесткового подшипника. Сборка подшипникового узла осуществляется в следующей последовательности. Вначале втулка 2 устанавливается неразрезанной частью на горизонтальную поверхность разрезанной на сектора частью вверх. Далее во втулку 2 вставляются лепестки / (с соблюдением направления вращения ротора). На внешнюю цилиндрическую поверхность втулки 2 поверх концов лепестков свободно надевается цанга 3. Во втулку 2 запрессовываются штифты 7. На штифты 7 надевается фланец 5 и закрепляется болтами /1 на втулке 2. Чтобы втулка 2 и цанга 3 относительно друг друга занимали определенное положение, между ними располагается шпонка 8. Далее втулка 2 с лепестками 6 и цангой 3 вставляется в корпус 4 (до упора в днище корпуса 4). Затем цанга 3 нажимается фланцем 6 вворачиванием болтов 10 в корпус 4, что приводит к скольжению цанги 3 по конической поверхности корпуса 4 и к ее деформации в радиальном направлении. При этом концы лепестков с усилием прижимаются к цанге 3 и втулке 2. На этом сборка подшипникового узла заканчивается. На рис. 4.4 приведены размеры лепестка, использованного в конструкции подшипника имеющей б лепестков. На рис. 4.5 приведены размеры гофрированной ленты, использованной в конструкции подшипника. На рис. 4.6 приведены зависимости несущей способности одного подшипника от относительного эксцентриситета для различного количества лепестков при рабочем зазоре 50 ліклі, длине подшипника 120 мм, радиусе цапфы ротора 60мм, рабочей частоте вращения ротора 26000 об/мин.
В качестве материала данной конструкции лепестка используется инвар (никелевый сплав марок 36Н, 36НХ, 32НКД, 35НКТ), имеющий малый коэффициент линейного расширения ( 1-Ю 6К 1) примерно на порядок меньший, чем у обычных сталей ( 10...15-10 6 К 1), что уменьшает вероятность местного "вспучивания" лепестков при случайных местных тепловых деформациях. На рабочую поверхность каждого лепестка наносится износостойкое покрытие из нитрида титана (TiN) толщиной 3 — 5 мкм, а на него антифрикционное покрытие из двусернистого молибдена (MoS2) толщиной 3-5 мкм.
По договору с ЗАО "Преотоп" и также ЗАО Торгово-промышленной компанией "Гефест" г. Москва от 15.12.2002 года были спроектированы лепестковые подшипники для центробежного компрессора малой мощности имеющего следующие параметры: расход воздуха 2.8 кг/мин, температура воздуха на входе в компрессор +25 С, степень повышения давления 2.15, частота вращения ротора 110000 об/мин. Конструкция компрессора приведена на рис. 4.7. В качестве радиальных опор использовались радиальные УГД лепестковые подшипники без дополнительных упругих элементов, принципиальная схема которых представлена рис. 4.8. На рис. 4.9 приведены размеры лепестка, использованного в подшипнике. Конструкция, режимы работы и особенности изготовления спроектированных опор являются коммерческой тайной ЗАО "Преотоп" и также ЗАО Торгово-промышленной компанией "Гефест", поэтому в данной работе не приводится их геометрия, нагрузочные характеристики и технология изготовления. Акт о внедрении приведен в приложении 6.
По договору 313 - 035 - 99 с ЦИАМ г. Москва от 01.01.2004 года были спроектированы радиальные УГД лепестковые подшипники для конструкции газотурбинного двигателя (ГТД) приведенной на рис. 4.10. Параметры ГТД являются коммерческой тайной ЦИАМ, поэтому в данной работе не приводятся. Для разработки подшипников, заказчиком были заданы следующие параметры: масса ротора 5.3 кг, радиус цапфы ротора 20 мм, длина подшипника 48 мм, рабочем зазоре 30 мкм, толщина лепестка 130 мкм, материал лепестков - сталь 36НХТЮ, частота вращения ротора 57000 об/мин.
По просьбе заказчика анализировались два варианта: радиальные УГД подшипники с предварительно напряженными лепестками (принципиальная схема приведена на рис. 4.1) и радиальные УГД лепестковые подшипники без дополнительного упругого элемента (принципиальная схема приведена на рис. 4.8). На рис. 4.11 приведены зависимости несущей способности подшипника, схема которого приведена на рис. 4.8, от относительного эксцентриситета при рабочей частоте вращения ротора для разного количества лепестков. На рис. 4.12 приведены зависимости несущей способности подшипника, схема которого приведена на рис. 4.1, от относительного эксцентриситета при рабочей частоте вращения ротора для разного количества лепестков.
Из анализа рис. 4.11, 4.12, видно, что обе предложенные для рассмотрения конструктивные схемы радиальных подшипников работоспособны, т.е. пакет лепестков при рабочей частоте вращения ротора ГТД несет заданную радиальную нагрузку. Оба типа подшипников устойчиво работают при рабочей частоте вращения ротора.
